DE19854633A1 - Method and device for calculating a vehicle slip angle - Google Patents

Method and device for calculating a vehicle slip angle

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DE19854633A1
DE19854633A1 DE19854633A DE19854633A DE19854633A1 DE 19854633 A1 DE19854633 A1 DE 19854633A1 DE 19854633 A DE19854633 A DE 19854633A DE 19854633 A DE19854633 A DE 19854633A DE 19854633 A1 DE19854633 A1 DE 19854633A1
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    • B62D6/00—Arrangements for automatically controlling steering depending on driving conditions sensed and responded to, e.g. control circuits
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B60T—VEHICLE BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF; BRAKE CONTROL SYSTEMS OR PARTS THEREOF, IN GENERAL; ARRANGEMENT OF BRAKING ELEMENTS ON VEHICLES IN GENERAL; PORTABLE DEVICES FOR PREVENTING UNWANTED MOVEMENT OF VEHICLES; VEHICLE MODIFICATIONS TO FACILITATE COOLING OF BRAKES
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    • B60T2230/02—Side slip angle, attitude angle, floating angle, drift angle

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Description

Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf- bzw. Schlupfwinkels bei der Bewe­ gungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs zur Unterstützung des Fahr­ zeugfahrers, um das Ansprechverhalten und die Stabilität des Fahrzeugs zu verbessern.The invention relates to a method and a device for calculation a vehicle body slip angle or slip angle when moving Control of a vehicle to support driving driver to ensure the responsiveness and stability of the vehicle to improve.

Es gab eine Reihe von Vorschlägen zur Verbesserung des Kurvenfahr­ verhaltens eines Fahrzeugs durch Regelung der Bremskraft und/oder der Traktion durch individuelles Regeln der Bremskraft und/oder der Trak­ tionskraft der Vorder- und Hinterräder oder der rechten und linken Räder. Die meisten von diesen erreichen ein gewünschtes Fahrzeugverhalten durch Erfassen eines dynamischen Zustands der Fahrzeugkarosserie, wie etwa der Gierrate und durch rückkoppelnde Regelung. Da das Fahrzeug die Straßenoberfläche über die Reifen berührt, wird das Verhalten des Fahrzeugs durch die dynamischen Charakteristiken der Reifen beeinflußt. Insbesondere in einem Sättigungsbereich der Seitenführungskraft wird es außerordentlich schwierig, das Fahrzeug zum Erzielen einer gewünschten Kurvenfahreigenschaft lediglich auf der Basis des dynamischen Zustands der Fahrzeugkarosserie zu steuern.There have been a number of suggestions for improving cornering behavior of a vehicle by regulating the braking force and / or the Traction through individual regulation of the braking force and / or the trak force of the front and rear wheels or the right and left wheels. Most of these achieve desired vehicle behavior by detecting a dynamic state of the vehicle body such as such as the yaw rate and feedback control. Because the vehicle If the road surface touches the tires, the behavior of the Vehicle influenced by the dynamic characteristics of the tires. Especially in a saturation range of cornering force it will extremely difficult to get the vehicle to achieve a desired one Cornering property based only on the dynamic state to control the vehicle body.

Die Erfinder haben daher in der anhängigen europäischen Patentanmel­ dung Nr. EP 0812748 (eine Kopie der EP 0 812 748 A2 ist den Anmeldeunterlagen beigefügt) ein Verfahren und ein System zur Steuerung des Fahrzeugverhaltens vorgeschlagen, das ein günstiges Ansprechverhalten und eine gute Stabilität auch dann erreicht, wenn die dynamischen Charakteristiken außerhalb eines linearen Bereichs liegen. Der Offenba­ rungsgehalt dieser Anmeldung wird in die vorliegende Anmeldung mit aufgenommen. Diese Technik erzeugt ein gewisses Giermoment, das ein günstiges Ansprechverhalten bei eine Bremsung (oder Traktion) beinhal­ tendem Lenkmanöver auch im nicht-linearen Bereich der dynamischen Reifencharakteristiken begünstigt, durch Steuerung der Längskräfte der Reifen gemäß dem Gleitmodus-Steuerprozeß (siehe "Sliding Mode Control", veröffentlicht von der Corona Publishing Company). Im folgen­ den wird der dieser Steuer/Regelprozeß kurz erläutert.The inventors have therefore pending European patent applications Application No. EP 0812748 (a copy of EP 0 812 748 A2 is the application document attached) a method and a system for controlling the Vehicle behavior suggested that a favorable response and good stability is achieved even when dynamic Characteristics are outside a linear range. The Offenba The content of this application is included in the present application  added. This technique creates a certain yaw moment, the one favorable response behavior when braking (or traction) included steering maneuver in the non-linear range of dynamic Tire characteristics favored by controlling the longitudinal forces of the Tire according to the sliding mode control process (see "Sliding Mode Control ", published by Corona Publishing Company). In the following which this control process is briefly explained.

Die Basis dieses Steuer/Regelprozesses besteht aus Grundgleichungen der Bewegung des Fahrzeugs auf einer zweidimensionalen Ebene, die das Giermoment um den Schwerpunkt der Fahrzeugkarosserie herum berück­ sichtigen, und diese Gleichungen sind im folgenden angegeben.
The basis of this control process consists of basic equations of the movement of the vehicle on a two-dimensional plane, which take into account the yaw moment around the center of gravity of the vehicle body, and these equations are given below.

mV(dβ/dt+γ) = YF+YR (1)
mV (dβ / dt + γ) = Y F + Y R (1)

I(dγ/dt) = LFYF-LRYR+MZ (2)
I (dγ / dt) = L F Y F -L R Y R + M Z (2)

wobei m: Fahrzeugmasse
V: Fahrzeuggeschwindigkeit
γ: Gierrate
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
I Trägheits-Giermoment
LF: Abstand zwischen Vorderachse und Schwerpunkt
LR: Abstand zwischen Hinterachse und Schwerpunkt
MZ: Giermoment durch Brems- oder Traktionskraft um den Schwerpunkt (Fig. 9). where m: vehicle mass
V: vehicle speed
γ: yaw rate
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel)
I yaw moment of inertia
L F : Distance between the front axle and the center of gravity
L R : distance between rear axle and center of gravity
M Z : yaw moment due to braking or traction force around the center of gravity ( Fig. 9).

Die Gleitfläche S, welche eine letztendlich zu erzielende gewünschte Antwort definiert, läßt sich mit der folgenden Gleichung ausdrücken:
The sliding surface S, which defines a desired response to be ultimately achieved, can be expressed with the following equation:

S = dβ/dt+c{β+a[(YF+YR)/mV-γ]}
= 0 (3)
S = dβ / dt + c {β + a [(Y F + Y R ) / mV-γ]}
= 0 (3)

wobei c, a und k gewählte Konstanten sind. Die Qualität des Steuer­ prozesses ist von der Wahl dieser Konstanten abhängig.where c, a and k are chosen constants. The quality of the tax process depends on the choice of these constants.

Gleichung (3) bewirkt, daß sich der Fahrzeugkarosserieschlupfwinkel β null annähert. Die Gleitbedingung hierfür läßt sich mit der folgenden Gleichung angeben:
Equation (3) causes the vehicle body slip angle β to approach zero. The sliding condition for this can be given with the following equation:

dS/dt = -kS (4)dS / dt = -kS (4)

Aus den Gleichungen (3) und (4) läßt sich folgende Beziehung ableiten:
The following relationship can be derived from equations (3) and (4):

d2β/dt2+c{dβ/dt+a[(dYF/dt)/mV+(dYR/dt)/mV-dγ/dt]}
+k(dβ/dt)+kc{β+a[(YF+YR)/mV-γ]} = 0 (5)d 2 β / dt 2 + c {dβ / dt + a [(dY F / dt) / mV + (dY R / dt) / mV-dγ / dt]}
+ k (dβ / dt) + kc {β + a [(Y F + Y R ) / mV-γ]} = 0 (5)

Wenn unter Verwendung der Gleichungen (1) und (2) in einer vernünfti­ gen und praktischen Form ein Giermoment MZ erhalten werden kann, welches der Gleichung (5) genügt, läßt sich diese als Steuervorschrift verwenden. Aus Gleichung (1) kann man erhalten:
If, using equations (1) and (2), a yaw moment M Z that satisfies equation (5) can be obtained in a reasonable and practical form, this can be used as a control rule. From equation (1) one can get:

d2β/dt2 = {(dYF/dt)+(dYR/dt)}/mV-dγ/dt (1-2)d 2 β / dt 2 = {(dY F / dt) + (dY R / dt)} / mV-dγ / dt (1-2)

Wenn dies in Gleichung (5) eingesetzt wird, erhält man:
If this is used in equation (5), we get:

(1+ca)[(dYF/dt)/mV+(dYR/dt)/mV-dγ/dt]+kca[(YF+YR)/mV-γ]
+(k+c)dβ/dt+kcβ = 0 (6)(1 + ca) [(dY F / dt) / mV + (dY R / dt) / mV-dγ / dt] + kca [(Y F + Y R ) / mV-γ]
+ (k + c) dβ / dt + kcβ = 0 (6)

Gleichung (2) ergibt:
Equation (2) gives:

dγ/dt = (LFYF-LRYR+MZ)/I (2-2)dγ / dt = (L F Y F -L R Y R + M Z ) / I (2-2)

Wenn dies in Gleichung (6) eingesetzt wird, erhält man:
If this is used in equation (6), we get:

{(dYFdt)+(dYR/dt)}/mV-(LFYF-LRYR+MZ)/I+[kca/(1+ca)]
.[(YF+YR)/mV-γ]+(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]+β[kc/(1+ca)]
= 0 (7){(dY F dt) + (dY R / dt)} / mV- (L F Y F -L R Y R + M Z ) / I + [kca / (1 + ca)]
. [(Y F + Y R ) / mV-γ] + (dβ / dt) [(k + c) / (1 + ca)] + β [kc / (1 + ca)]
= 0 (7)

Gleichung (7) erzeugt die folgende Gleichung, die als Basissteuervor­ schrift dienen kann.
Equation (7) generates the following equation, which can serve as a basic tax rule.

MZ = -(LFYF-LRYR)+(I/mV).{(dYFdt)+(dYR/dt)}+kca/(1+ca)
.I.[(YF+YR)/mV-γ]+I(dβ/dt)[(k+c)/(1+ca)]
+Iβ[kc/(1+ca)] (8)M Z = - (L F Y F -L R Y R ) + (I / mV). {(DY F dt) + (dY R / dt)} + kca / (1 + ca)
.I. [(Y F + Y R ) / mV-γ] + I (dβ / dt) [(k + c) / (1 + ca)]
+ Iβ [kc / (1 + ca)] (8)

Die obige Gleichung bedeutet, daß sich aus diesen Parametern, wie etwa den Seitenführungskräften YF und YR, der Gierrate γ, der Fahrzeugge­ schwindigkeit V und dem Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel β ein Gier­ moment erhalten läßt, welches eine günstige Reaktion ergibt. Da das Profil LTR unveränderlich ist, können bei gegebenem Giermoment MZ das rechte und linke Verhältnis der Längskräfte oder der Brems- (oder Trak­ tions-)kräfte für das letztendliche Steuer/Regelergebnis aus der folgenden Gleichung bestimmt werden.
The above equation means that a yaw moment can be obtained from these parameters, such as the cornering forces Y F and Y R , the yaw rate γ, the vehicle speed V and the vehicle body slip angle β, which gives a favorable response. Since the profile L TR is unchangeable, the right and left ratio of the longitudinal forces or the braking (or traction) forces for the final control result can be determined from the following equation for a given yaw moment M Z.

MZ = (XR-XL)LTR (9)M Z = (X R -X L ) L TR (9)

Durch individuelle Steuerung der Längskräfte der rechten und linken Räder nach dem bekannten Verfahren (Bremskraftregelung: japanische Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-69190, Traktionskraftregelung: japa­ nische Patent-Offenlegungsschrift Nr. 7-17277) wird es möglich, die Reaktionsstabilität des Fahrzeugs unter Bedingungen zu verbessern, bei denen die dynamischen Eigenschaften der Reifen den linearen Bereich überschreiten.By individually controlling the longitudinal forces of the right and left Wheels according to the known method (braking force control: Japanese Patent Laid-Open No. 7-69190, traction control: japa African Patent Laid-Open No. 7-17277), it becomes possible to Improve vehicle responsiveness under conditions which the dynamic properties of the tires the linear range exceed.

In dem oben erwähnten Algorithmus wurde angenommen, daß zumindest der Reibkoeffizient µ zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und der Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β bekannt sind. Jedoch sind keine Sensoren zum direkten Erfassen des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkels verfügbar, die bei massenweise produzierten Fahr­ zeugen anwendbar wären. Daher war es bisher üblich, den ersteren aus der Drehzahldifferenz der Vorder- und Hinterräder zu schätzen, und den letzteren aus leicht erfaßbaren Fahrzeugzustandsvariablen, wie etwa der Gierrate und der Querbeschleunigung, zu schätzen. Anders gesagt war bei der herkömmlichen Technik die Steuer/Regelgenauigkeit durch die Genauigkeit der Werte stark beeinflußt, die nur indirekt geschätzt werden können.In the algorithm mentioned above it was assumed that at least the coefficient of friction µ between the tires and the road surface and the vehicle body slip angle β are known. However are no sensors for direct detection of the coefficient of friction between the tires and the road surface and the vehicle body Skew angle available when driving mass-produced would be applicable. Therefore, it has been common until now to remove the former estimate the speed difference of the front and rear wheels, and the the latter from easily detectable vehicle state variables, such as the Yaw rate and lateral acceleration, to be estimated. In other words in conventional technology, the control accuracy by Accuracy of the values strongly influenced, which are only estimated indirectly can.

Ein primäres Ziel der Erfindung ist es daher, ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei einer Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung vorzuschlagen, das für praktische Zwecke ausreichend genau ist, ohne direkt gemessene oder genaue geschätzte Werte des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche und des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu benötigen.A primary object of the invention is therefore a method and a Device for calculating a vehicle body slip angle to propose in a vehicle motion control / regulation for practical purposes is sufficiently accurate without directly measured or  exact estimated values of the coefficient of friction between the tires and the road surface and the vehicle body slip angle need.

Ein zweites Ziel ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berech­ nung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeug­ bewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das eine stabile Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung auch dann gestattet, wenn die Daten für den Steuer/Regelprozeß beschränkt oder ungenau sind.A second goal is to provide a method and an apparatus for calculation a vehicle body slip angle in the vehicle motion control / regulation indicate that a stable Controlling / regulating the vehicle movement is also permitted if the data for the control process is limited or inaccurate.

Ein drittes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist, daß es problemlos bei minimalen Kosten in einen bordeigenen Computer implementiert werden kann.A third object of the invention is a method and an apparatus to calculate a vehicle body slip angle at the To specify vehicle movement control / regulation that is so simple that it can easily be done at minimal cost in an on-board computer can be implemented.

Ein viertes Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung anzugeben, das so einfach ist, daß es problemlos auf Echtzeitbasis betrieben werden kann.A fourth object of the invention is a method and an apparatus to calculate a vehicle body slip angle at the To specify vehicle movement control / regulation that is so simple that it can be operated easily on a real-time basis.

Zumindest das erstgenannte Ziel wird erfindungsgemäß erreicht durch ein Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels bei der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung, umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels aus einer Gierrate, einer Fahr­ geschwindigkeit, einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel, der als ein Anfangswert oder als ein zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel; Berechnen einer Seitenführungskraft aus einem Reifen­ dynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglauf­ winkels; und Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkels aus der Seitenführungskraft, der Fahrgeschwindigkeit und der Gierrate; wobei der Reifenschräglaufwinkel durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels berechnet wird.At least the first-mentioned goal is achieved according to the invention by a method for calculating a vehicle body slip angle in vehicle movement control / regulation, comprising the steps:
Calculating a tire slip angle from a yaw rate, a vehicle speed, a vehicle body slip angle, which is present as an initial value or as a previously calculated value, and a wheel steering angle; Calculating a cornering force from a tire dynamic model taking into account at least the tire slip angle; and calculating a hypothetical vehicle body slip angle from the cornering force, the vehicle speed and the yaw rate; wherein the tire slip angle is calculated by feedback of the hypothetical vehicle body slip angle.

Somit ergibt sich der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schlupfwinkel durch eine rekursive Berechnung in einem geschlossen-schleifigen System, und die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung/Regelung wird infolgedessen auch ohne hochpräzise Feststellung des Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkels sichergestellt.This results in the hypothetical vehicle body slip angle through a recursive calculation in a closed loop System, and the stability of vehicle motion control / regulation As a result, even without a highly precise detection of the vehicle body slip angle ensured.

Wenn beispielsweise der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche im Reifendynamikmodell auf einen Wert nahe 1,0 festgelegt wird, läßt sich eine besonders günstige Leistung des Steuer/Regelsystems erzielen. Obwohl jedoch die Erfassung des Reibko­ effizienten zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche für eine stabile und zufriedenstellende Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewe­ gung im Prinzip nicht erforderlich ist, stellte sich heraus, daß eine genaue Information über den Reibkoeffizienten die Systemleistung dennoch verbessert.For example, if the coefficient of friction µ between the tire and the Road surface in the tire dynamics model to a value close to 1.0 is set, a particularly favorable performance of the Achieve control system. However, although the Reibko efficient between the tires and the road surface for one stable and satisfactory control of vehicle movement In principle, it was found that an exact Information about the coefficient of friction the system performance nonetheless improved.

Um dieses Ziel zu erreichen, kann das erfindungsgemäße Verfahren ferner den Schritt umfassen: Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendy­ namikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft, die aus der Gierrate und der Querbeschleunigung berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel, der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkel berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate, der Querbe­ schleunigung und der Fahrgeschwindigkeit berechnet wird.In order to achieve this goal, the method according to the invention can further comprising the step of: estimating the coefficient of friction between the tire and the road surface for use in the tire diy namik model according to a relationship between a corner leader, which is calculated from the yaw rate and the lateral acceleration, and a tire slip angle that is inclined from a vehicle body Running angle is calculated, which in turn from the yaw rate, the Querbe acceleration and driving speed is calculated.

Bevorzugt umfaßt der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y die Verwendung folgender Gleichung:
The step of calculating a hypothetical vehicle body slip angle β e from the cornering force Y, the driving speed V and the yaw rate y preferably comprises the use of the following equation:

βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
β e = ∫ {[(Y F + Y R ) / mV] -γ} dt

wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe aus rechtem und linkem Rad).where m: vehicle mass
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel).

Diese Gleichung gestattet die Berechnung des Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkels mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit der Fahrzeugkarosserie genügend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx sind relativ klein. Unter extremen Bedingungen, bei denen eine solche Bezie­ hung nicht gilt, lassen sich folgende genauere Gleichungen verwenden:
This equation allows the vehicle body slip angle to be calculated with high precision when the longitudinal speed of the vehicle body is sufficiently larger than the vehicle body slip angle, and the changes in the longitudinal speed V x are relatively small. Under extreme conditions where such a relationship does not apply, the following more precise equations can be used:

Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx).V y = ∫ {(Y F + Y R ) / m-γV x } dt
β e = tan -1 (V y / V x ).

Typischerweise wird die Fahrgeschwindigkeit mit einem Radgeschwindig­ keitssensor gemessen, und die Ausgabe eines solchen Radgeschwindig­ keitssensors ergibt eine ausreichende Annäherung der Längsgeschwindig­ keit des Fahrzeugs.Typically, the driving speed becomes one wheel speed sensor measured, and the output of such a wheel speed speed sensor gives a sufficient approximation of the longitudinal speed speed of the vehicle.

Die Erfindung wird nun in Ausführungsbeispielen anhand der beigefügten Zeichnungen erläutert. Es zeigen:The invention will now be described in exemplary embodiments with reference to the accompanying Drawings explained. Show it:

Fig. 1 ein Hauptflußdiagramm des die Erfindung enthaltenden Steuer/Regelprozesses; FIG. 1 is a main flow chart of the invention containing control / regulating process;

Fig. 2 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier­ rad-gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der Schritte in Fig. 1; Figure 2 is a block diagram of the control system for a four wheel steered vehicle to perform the steps in Figure 1;

Fig. 3 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem ersten Beispiel einer ersten Ausführung; Fig. 3 is a graph showing the behavior of the vehicle in a first example of a first embodiment;

Fig. 4 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeug in einem zweiten Beispiel der ersten Ausführung; Fig. 4 is a graph showing the behavior of the vehicle in a second example of the first embodiment;

Fig. 5 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem dritten Beispiel der ersten Ausführung; Figure 5 is a graph showing the behavior of the vehicle in a third example of the first embodiment.

Fig. 6 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Beispiel der zweiten Ausführung; Fig. 6 is a graph showing the behavior of the vehicle in a first example of the second embodiment;

Fig. 7 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Beispiel der zweiten Ausführung; Fig. 7 is a graph showing the behavior of the vehicle in a second example of the second embodiment;

Fig. 8 ein Blockdiagramm des Steuer/Regelsystems für ein Vier­ rad-gelenktes Fahrzeug einer zweiten Ausführung; Fig. 8 is a block diagram of the control / control system for a four-wheel-drive vehicle of a second embodiment;

Fig. 9 in einem Diagramm eine flächige Bewegung des Fahrzeugs; Fig. 9 is a diagram showing a two-dimensional movement of the vehicle;

Fig. 10 in einer zu Fig. 2 ähnlichen Ansicht das Steuer/Regelsy­ stem für ein Vierrad-gelenktes Fahrzeug einer dritten Ausführung unter Verwendung genauerer Gleichungen zum Schätzen des Fahrzeugkarosse­ rie-Schräglaufwinkels; Fig. 10 in a view similar to Fig. 2 shows the control system for a four-wheel steered vehicle of a third embodiment using more precise equations for estimating the vehicle body slip angle;

Fig. 11 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung; Figure 11 is a graph showing the behavior of the vehicle in a first comparative example of the third embodiment.

Fig. 12 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem ersten Beispiel der dritten Ausführung; FIG. 12 is a graph showing the behavior of the vehicle in a first example of the third embodiment;

Fig. 13 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Beispiel der dritten Ausführung; FIG. 13 is a graph showing the behavior of the vehicle in a second example of the third embodiment;

Fig. 14 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem zweiten Vergleichsbeispiel für die dritte Ausführung; FIG. 14 is a graph showing the behavior of the vehicle in a second comparative example of the third embodiment;

Fig. 15 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem dritten Beispiel der dritten Ausführung; Figure 15 is a graph showing the behavior of the vehicle in a third example of the third embodiment.

Fig. 16 in einem Graph das Verhalten des Fahrzeugs in einem vierten Beispiel der dritten Ausführung; FIG. 16 is a graph showing the behavior of the vehicle in a fourth example of the third embodiment;

Fig. 17 ein Hauptflußdiagramm des Steuerprozesses als einer vierten Ausführung; Fig. 17 is a main flowchart of the control process as a fourth embodiment;

Fig. 18 ein Blockdiagramm des Steuersystems für ein Vierrad­ gelenktes Fahrzeug zur Durchführung der in Fig. 17 gezeigten Schritte; Fig. 18 is a block diagram of the control system for a four-wheel steering vehicle for performing the steps shown in Fig. 17;

Fig. 19 ein internes Blockdiagramm der in Fig. 18 gezeigten µ-Schätz­ einheit; Fig. 19 is an internal block diagram of the µ-estimation unit shown in Fig. 18;

Fig. 20 ein Flußdiagramm des Prozesses zur µ-Schätzung; und Fig. 20 is a flowchart of the process for μ estimate; and

Fig. 21 eine zu Fig. 18 ähnliche Ansicht mit Darstellung der fünften Ausführung, in der zum Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkels genauere Schätzungen verwendet werden. Fig. 21 is a view similar to Fig. 18 showing the fifth embodiment in which more accurate estimates are used to estimate the vehicle body skew angle.

Im folgenden wird der Steueralgorithmus im näheren Detail anhand des Flußdiagramms von Fig. 1 und des Blockdiagramms von Fig. 2 erläu­ tert. In the following, the control algorithm will be explained in more detail with reference to the flow diagram of FIG. 1 and the block diagram of FIG. 2.

Zunächst wird der Lenkradwinkel θSW eines Lenkrads zu einer vorderen Lenkvorrichtung 1 und einer hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen, und erhöht hierdurch den Vorderradlenkwinkel δF bzw. den Hinterradlenkwin­ kel δR. Verschiedene Zustandsvariablen des Fahrzeugs (wie etwa die Gierrate y, die Fahrgeschwindigkeit V, Radlenkwinkel δ) werden ebenfalls zu dieser Zeit erfaßt (Schritt 1).First, the steering wheel angle θ SW of a steering wheel is transmitted to a front steering device 1 and a rear steering device 2 , and thereby increases the front wheel steering angle δ F and the rear wheel steering angle δ R. Various state variables of the vehicle (such as yaw rate y, driving speed V, wheel steering angle δ) are also recorded at this time (step 1).

Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder aus den folgenden Gleichungen, die in den Reifenschräglaufwinkel- Berechnungseinheiten 3 und 4 enthalten sind, gemäß der Lenkwinkel­ information und der Fahrgeschwindigkeitsinformation erhalten (Schritt 2).
Then, the tire slip angle α of the front and rear wheels are obtained from the following equations, which are included in the tire slip angle calculation units 3 and 4 , according to the steering angle information and the vehicle speed information (step 2).

αF = βe+(LF/V)γ-δF (Vorderräder) (10-1)
αR = βe-(LR/V)γ-δR (Hinterräder) (10-2)
α F = β e + (L F / V) γ-δ F (front wheels) (10-1)
α R = β e - (L R / V) γ-δ R (rear wheels) (10-2)

wobei αF: Vorderradschräglaufwinkel,
αR: Hinterradschräglaufwinkel,
βe: hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel,
δF: Vorderradlenkwinkel, und
δR: Hinterradlenkwinkel.where α F : front wheel slip angle,
α R : rear wheel slip angle,
β e : hypothetical vehicle body slip angle,
δ F : front wheel steering angle, and
δ R : rear wheel steering angle.

Es wird angenommen, daß die Anfangswerte der Reifenschräglaufwinkel αund des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe auf den Wert null rückgesetzt sind, wenn die Lenkwinkel δ und die Gierrate y beide null sind.It is assumed that the initial values of the tire slip angle α and the hypothetical vehicle body slip angle β e are reset to zero when the steering angle δ and the yaw rate y are both zero.

Die Reifenschräglaufwinkel α werden in die folgende Gleichung (Glei­ chung 11) für das Reifendynamikmodell eingesetzt, das in Seitenfüh­ rungskraft-Berechnungseinheiten 5 und 6 enthalten ist, um die Seiten­ führungskräfte Y der Vorder- und Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).
The tire slip angle α are used in the following equation (equation 11) for the tire dynamic model included in cornering force calculation units 5 and 6 to generate the cornering forces Y of the front and rear wheels (step 3).

Y = -(µCα-µ2C2α2/4µW).{1-(X/µW)2}1/2
wenn |α| < 2W/C
Y = -µW{1-(X/µ)2}1/2
wenn |α| < 2W/C (11)
Y = - (µCα-µ 2 C 2 α 2 /4µW).▶1-(X/µW) 2 } 1/2
if | α | <2W / C
Y = -µW {1- (X / µ) 2 } 1/2
if | α | <2W / C (11)

wobei µ: Reibkoeffizient zwischen der Straßenoberfläche und den Reifen,
C: Seitenführungskraft,
W: Straßenkontaktdruck, und
X: Längskräfte. µ kann einen Wert nahe 1 einnehmen, oder einen durch ein bekanntes Verfahren geschätz­ ten Wert.where µ: coefficient of friction between the road surface and the tires,
C: cornering force,
W: road contact printing, and
X: longitudinal forces. µ can have a value close to 1, or a value estimated by a known method.

C ist ein Wert, der aus einem vorbestimmten Kennfeld erhalten wird, die als mathematische Funktion von µ und W vorliegt. W ist ein Wert, der um die Längs- und Querbeschleunigungen kompensiert ist, oder ein Wert, der von einem in einem Radaufhängungssystem angebrachten Lastsensor erhalten wird. X besteht aus einem Wert, der aus einer Beschleunigung (Verzögerung) geschätzt ist, oder aus einem Bremsfluiddruck oder der Motorausgangsleistung erhalten ist. Die Seitenführungskraft Y kann aus der Gleichung des dynamischen Modells des Reifens (Gleichung 11) erhalten werden, während die Längskraft Z bei null gehalten wird, und der Straßenkontaktdruck W auf einem festen Wert gehalten wird. In diesem Fall kann die Schätzgenauigkeit des hypothetischen Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkels βe abnehmen, wobei jedoch die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung nicht wesentlich beeinträchtigt wird.C is a value obtained from a predetermined map, which is a mathematical function of µ and W. W is a value that is compensated for by the longitudinal and lateral accelerations or a value that is obtained from a load sensor installed in a suspension system. X consists of a value estimated from an acceleration (deceleration) or obtained from a brake fluid pressure or the engine output. The cornering force Y can be obtained from the equation of the dynamic model of the tire (Equation 11) while the longitudinal force Z is kept at zero and the road contact pressure W is kept at a fixed value. In this case, the estimation accuracy of the hypothetical vehicle body slip angle β e may decrease, but the stability of the vehicle motion control is not significantly affected.

Auf der Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft YF und der Hinterrad- Seitenführungskraft YR erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel-Berechnungseinhheit 7 einen hypothetischen Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkel βe (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe durch Differenzie­ ren des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels und dann Integrieren desselben gemäß folgender Gleichung:
Based on the front wheel cornering force Y F and the rear wheel cornering force Y R , a hypothetical vehicle body slip angle calculation unit 7 generates a hypothetical vehicle body slip angle β e (step 4). In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e is obtained by differentiating the hypothetical vehicle body slip angle and then integrating it according to the following equation:

dβe/dt = (YF+YR)/mV-γ (12)
dβ e / dt = (Y F + Y R ) / mV-γ (12)

βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt (13)β e = ∫ {[(Y F + Y R ) / mV] -γ} dt (13)

Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkels βe zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 läßt sich ein praktisch ausreichender angenäherter Wert des Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkels erhalten. Dieser wird dann zu einer Gleitmo­ dus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die gekennzeichnet ist durch die vorgenannte Gleichung 8, um ein Giermoment MZ zu erzeugen, das als die Basis zum Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu null dient (Schritt 5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte XR und XL der rechten und linken Reifen so ähnlich bestimmt wie in Ver­ bindung mit dem Stand der Technik erwähnt (Schritt 6), und das Fahr­ zeug 9 wird entsprechend gesteuert.By feedback of this hypothetical vehicle body slip angle β e to the tire slip angle calculation units 3 and 4 , a practically sufficient approximate value of the vehicle body slip angle can be obtained. This is then forwarded to a sliding mode calculation unit 8 , which is characterized by the aforementioned equation 8, to generate a yaw moment M Z , which serves as the basis for approximating the vehicle body slip angle to zero (step 5). Based on this value, the longitudinal forces X R and X L of the right and left tires are determined in a similar manner as mentioned in connection with the prior art (step 6), and the vehicle 9 is controlled accordingly.

In diesem Steueralgorithmus ist der Reibkoeffizient µ zwischen der Straßenoberfläche und dem Reifen nicht als Variable, sondern als Fest­ wert, beispielsweise 1, definiert. Jedoch stellt dies die Stabilität der Fahrzeugbewegungssteuerung sicher. Die Ausführbarkeit dieses Punkts wird im folgenden diskutiert.In this control algorithm, the coefficient of friction µ is between the Road surface and tire not as a variable, but as a festival value, for example 1. However, this represents the stability of the Vehicle motion control safely. The feasibility of this point is discussed below.

Ausführung #1 - Beispiel #1Execution # 1 - Example # 1

Fig. 3 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung. Anders gesagt, läßt sich unter extremen Bedingungen eine signifikante Verbesserung der Fahrzeugbewegung erzielen, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizient µ übereinstimmt. Fig. 3 shows a case in which the actual coefficient of friction is µ 1.0, the assumed coefficient of friction is µ 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 120 km / h delayed at a rate of -0.4G. In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e matches the actual vehicle body slip angle β, and the yaw rate y and the lateral acceleration YG follow the steering angle of the steering wheel without any phase lag. In other words, a significant improvement in vehicle movement can be achieved under extreme conditions if the assumed coefficient of friction µ matches the actual coefficient of friction µ.

Ausführung #1 - Beispiel #2Execution # 1 - Example # 2

Fig. 4 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G verzögert. In diesem Fall zeigt die Gierrate y eine adäquate Spurführung, während der tatsächliche Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe abweicht, der die Tendenz hat, sich null anzunähern. Anders gesagt, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ größer als der tatsächliche Reibkoeffi­ zient µ ist, bleibt die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der Querbeschleunigung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt. Fig. 4 shows a case in which the actual coefficient of friction µ is 0.5, the assumed coefficient of friction µ is 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is moving from the initial speed of 100 km / h delayed at a rate of -0.2G. In this case, the yaw rate y shows adequate tracking, while the actual vehicle body slip angle β deviates from the hypothetical vehicle body slip angle β e , which tends to approach zero. In other words, if the assumed coefficient of friction µ is greater than the actual coefficient of friction µ, the vehicle movement remains stable even if there is a certain phase deceleration in the lateral acceleration YG.

Ausführung #1 - Beispiel #3Execution # 1 - Example # 3

Fig. 5 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall ist der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel βe in der Phase dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β entgegengesetzt, und wahrscheinlich ist aus diesem Grund die Gierrate y relativ niedrig, während die Querbeschleunigung YG überschießt. Die Reaktion und die Stabilität sind jeweils stark beein­ trächtigt. Dies liegt wahrscheinlich daran, daß, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ kleiner ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, nur der Reifen mit der geringeren Leistung als der des internen Reifendynamikmo­ dells berücksichtigt wird. Fig. 5 shows a case where the actual coefficient of friction µ is 1.0, the assumed coefficient of friction µ is 0.5 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 120 km / h delayed at a rate of -0.4G. In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e is opposite in phase to the actual vehicle body slip angle β, and it is likely for this reason that the yaw rate y is relatively low while the lateral acceleration exceeds YG. The reaction and the stability are strongly affected. This is probably because if the assumed coefficient of friction µ is less than the actual coefficient of friction µ, only the tire with less power than that of the internal tire dynamics model is taken into account.

Hieraus ist ersichtlich, daß das Setzen des angenommenen Reibkoeffi­ zienten µ auf einen höheren Wert als den tatsächlichen Reibkoeffizienten µkeinerlei signifikantes Problem für die Stabilität und die Reaktion des Fahrzeugs verursacht. Für praktische Zwecke kann er daher auf 1 festge­ legt werden, wobei es aber möglich ist, den angenommenen Reibkoeffi­ zienten µ durch mehrere Schritte zu ändern, beispielsweise in Abhängig­ keit von guten, regnerischen und verschneiten Bedingungen.From this it can be seen that the setting of the assumed coefficient of friction µ µ to a higher value than the actual coefficient of friction µno significant problem for the stability and response of the Vehicle. It can therefore be set to 1 for practical purposes be placed, but it is possible to use the assumed coefficient of friction change µ by several steps, for example depending of good, rainy and snowy conditions.

Die obige Diskussion der Erfindung zielt auf ein Vierrad-gelenktes Fahr­ zeug, wobei die Erfindung aber gleichermaßen auch bei Fahrzeugen anwendbar ist, bei denen nur die Vorderräder gelenkt sind (zweite Ausführung). In diesem Fall fehlen die Ausdrücke für den Hinterradlenk­ winkel, wie in Fig. 8 dargestellt. Anders gesagt, kann der gleiche Vorgang einfach dadurch ausgeführt werden, indem man Hinterradlenk­ winkel auf null setzt (δR = 0).The above discussion of the invention aims at a four-wheel steered vehicle, but the invention is equally applicable to vehicles in which only the front wheels are steered (second embodiment). In this case, the expressions for the rear wheel steering angle are missing, as shown in FIG. 8. In other words, the same process can be carried out simply by setting the rear wheel steering angle to zero (δ R = 0).

Ausführung #2 - Beispiel #1Execution # 2 - Example # 1

Fig. 6 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkel β überein, und sowohl die Stabilität als auch die Reaktion sind verbessert. Fig. 6 shows a case in which the actual coefficient of friction µ is 1.0, the assumed coefficient of friction is µ 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 120 km / h delayed at a rate of -0.4G. In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e matches the actual vehicle body slip angle β, and both the stability and the response are improved.

Ausführung #2 - Beispiel #2Execution # 2 - Example # 2

Fig. 7 zeigt einen Fall, in dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,5 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,2 G verzögert. In diesem Fall ist der allgemeine Trend identisch mit dem des Vierrad-gelenkten Fahrzeugs. Anders gesagt, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ größer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, bleibt die Fahrzeugbewegung auch dann stabil, wenn es in der Querbeschleuni­ gung YG zu einer gewissen Phasenverzögerung kommt. Fig. 7 shows a case in which the actual coefficient of friction µ is 0.5, the assumed coefficient of friction µ is 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is at the initial speed of 100 km / h delayed at a rate of -0.2G. In this case, the general trend is identical to that of the four-wheel drive vehicle. In other words, if the assumed coefficient of friction µ is greater than the actual coefficient of friction µ, the vehicle movement remains stable even if there is a certain phase delay in the lateral acceleration YG.

Die obigen Gleichungen (12) und (13) können den Fahrzeugschräglauf­ winkel mit hoher Präzision angeben, wenn die Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel Vy, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx relativ klein sind, wobei aber unter extremen Bedingungen, wenn eine solche Relation nicht gilt, die folgenden präziseren Gleichungen ver­ wendet werden können.
The above equations (12) and (13) can specify the vehicle slip angle with high precision when the longitudinal speed V x of the vehicle body is sufficiently larger than the vehicle body slip angle V y and the changes in the longitudinal speed V x are relatively small, but under extreme conditions, if such a relation does not apply, the following more precise equations can be used.

dVy/dt = (YF+YR)/m-γVx (14)
dV y / dt = (Y F + Y R ) / m-γV x (14)

Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt (15)
V y = ∫ {(Y F + Y R ) / m-γV x } dt (15)

βe = tan-1(Vy/Vx) (16)β e = tan -1 (V y / V x ) (16)

Da in diesem Fall die Fahrzeuggeschwindigkeit typischerweise durch einen Fahrgeschwindigkeitssensor zum Erfassen der Drehgeschwindigkeit des Rads gemessen wird, kann die Ausgabe eines solchen Fahrgeschwin­ digkeitssensors als die Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie verwendet werden. Eine höhere Präzision läßt sich erzielen, wenn die Fahrgeschwindigkeit V in den Gleichungen (12) und (13) durch die Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie ersetzt wird.In this case, since the vehicle speed is typically measured by a vehicle speed sensor for detecting the rotational speed of the wheel, the output of such a vehicle speed sensor can be used as the longitudinal speed V x of the vehicle body. Greater precision can be achieved if the driving speed V in equations (12) and (13) is replaced by the longitudinal speed V x of the vehicle body.

Fig. 10 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier­ rad-gelenktes Fahrzeug als dritte Ausführung, die diese Gleichungen zum genaueren Schätzen des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels ver­ wendet. Anzumerken ist hier, daß sich die hypothetische Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' ein wenig von der hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7 der ersten Ausführung gemäß Fig. 2 unterscheidet. Die Eigenschaften der Fahrzeugbewegungssteuerung der dritten Ausführung werden mit jenen verglichen, die sich ergeben, wenn ein solcher Steuerprozeß durch Simulation ersetzt wird. Fig. 10 is a block diagram of a control / regulating system for a four-wheel-steered vehicle as a third embodiment, which the vehicle body slip angle applies these equations for more accurately estimating ver. It should be noted here that the hypothetical vehicle body slip angle calculation unit 7 'differs somewhat from the hypothetical vehicle body slip angle calculation unit 7 of the first embodiment according to FIG. 2. The characteristics of the vehicle motion control of the third embodiment are compared with those that result when such a control process is replaced by simulation.

Vergleichsbeispiel #1 für Ausführung #3Comparative example # 1 for version # 3

Fig. 11 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert, ohne Durchführung des obigen Steuerprozesses. In diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu schleu­ dern, und das Fahrzeugverhalten war in hohem Maße unstabil. Fig. 11 shows a case where the actual coefficient of friction µ is 1.0 and the steering wheel is turned 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 120 km / h at a rate of -0.4 G delayed without performing the above control process. In this case, the vehicle body started to skid and the vehicle behavior was highly unstable.

Ausführung #3 - Beispiel #1Execution # 3 - Example # 1

Fig. 12 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahr­ zeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleuni­ gung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenver­ zögerung. Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung der Fahrzeugbewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der angenommene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten µ übereinstimmt. Fig. 12 shows a case in which the actual coefficient of friction µ is 1.0 and the assumed coefficient of friction µ is 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle from the initial speed of 120 km / h decelerated at a rate of -0.4G. In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e matches the actual vehicle body slip angle β, and the yaw rate y and the lateral acceleration YG follow the steering angle of the steering wheel without any phase lag. In other words, a significant improvement in vehicle movement under extreme conditions can be achieved if the assumed coefficient of friction µ coincides with the actual coefficient of friction µ.

Ausführung #3 - Beispiel #2Execution # 3 - Example # 2

Fig. 13 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/h mit einer Rate von -0,4 G verzögert. Obwohl in diesem Fall der angenommene Reibkoeffizient µ geringer ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, wird die Stabilität der Fahrzeugbewegung nicht beeinflußt, abgesehen von einer geringen Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe. Fig. 13 shows a case where the actual coefficient of friction µ is 1.0, the assumed coefficient of friction µ is 0.2, and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 120 km / h delayed at a rate of -0.4G. In this case, although the assumed coefficient of friction µ is less than the actual coefficient of friction µ, the stability of the vehicle movement is not affected except for a slight deviation of the actual vehicle body slip angle β from the hypothetical vehicle body slip angle β e .

Vergleichsbeispiel #2 für Ausführung #3Comparative example # 2 for version # 3

Fig. 14 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 120 km/g mit einer Rate von -0,1 G verzögert, ohne Durchführung des obigen Steuerprozesses. Auch in diesem Fall begann die Fahrzeugkarosserie zu Schleudern, und das Fahrzeugverhalten war höchst unstabil. Fig. 14 shows a case where the actual coefficient of friction µ is 0.2 and the steering wheel is turned 60 degrees in each direction while the vehicle decelerates from the initial speed of 120 km / g at a rate of -0.1 G , without performing the above control process. In this case too, the vehicle body began to skid and the vehicle behavior was extremely unstable.

Ausführung #3 - Beispiel #3Execution # 3 - Example # 3

Fig. 1 5 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt und das Lenkrad um 60 Grad in jede Richtung gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G verzögert. In diesem Fall stimmt der hypothetische Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel βe mit dem tatsächlichen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkel β überein, und die Gierrate y und die Querbeschleunigung YG folgen dem Lenkwinkel des Lenkrads ohne jede Phasenverzögerung. Anders gesagt, läßt sich eine signifikante Verbesserung bei der Fahrzeug­ bewegung unter extremen Bedingungen erzielen, wenn der angenom­ mene Reibkoeffizient µ mit dem tatsächlichen Reibkoeffizienten µ überein­ stimmt. Fig. 1 5 shows a case in which the actual coefficient of friction is µ 0.2, the assumed coefficient of friction is µ 0.2 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 100 km / h decelerated at a rate of -0.1G. In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e matches the actual vehicle body slip angle β, and the yaw rate y and the lateral acceleration YG follow the steering angle of the steering wheel without any phase lag. In other words, a significant improvement in vehicle movement under extreme conditions can be achieved if the assumed coefficient of friction µ matches the actual coefficient of friction µ.

Ausführung #3 - Beispiel #4Execution # 3 - Example # 4

Fig. 16 zeigt einen Fall, bei dem der tatsächliche Reibkoeffizient µ 0,2 beträgt, der angenommene Reibkoeffizient µ 1,0 beträgt und das Lenkrad in jede Richtung um 60 Grad gedreht wird, während das Fahrzeug von der Anfangsgeschwindigkeit von 100 km/h mit einer Rate von -0,1 G verzögert. Da in diesem Fall - im Gegensatz zum Fall der Ausführung #2-2 - der angenommene Reibkoeffizient µ höher ist als der tatsächliche Reibkoeffizient µ, ist die Abweichung des tatsächlichen Fahrzeugkarosse­ rie-Schräglaufwinkels β von dem hypothetischen Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel βe noch kleiner, und es läßt sich ein ziemlich hoher Stabilitätswert erhalten. Fig. 16 shows a case where the actual coefficient of friction µ is 0.2, the assumed coefficient of friction µ is 1.0 and the steering wheel is rotated 60 degrees in each direction while the vehicle is starting from the initial speed of 100 km / h delayed at a rate of -0.1G. In this case - in contrast to the case of design # 2-2 - the assumed coefficient of friction µ is higher than the actual coefficient of friction µ, the deviation of the actual vehicle body slip angle β from the hypothetical vehicle body slip angle β e is even smaller, and a fairly high stability value can be obtained.

Wie oben beschrieben kann erfindungsgemäß ein Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel genau und schnell zur Fahrzeugbewegungssteuerung bestimmt werden. Obwohl der Reibkoeffizient zwischen den Reifen und der Straßenoberfläche ein wesentlicher Datenwert für das Reifenmodell der Fahrzeugbewegungssteuerung ist, stellte sich heraus, daß ein will­ kürlich angenommener Reibkoeffizient für praktische Zwecke ausreichend ist. Insbesondere, wenn der angenommene Reibkoeffizient höher als der tatsächliche Reibkoeffizient ist, ergaben sich günstige Ergebnisse. Es stellte sich jedoch heraus, daß die Kenntnis des tatsächlichen Reibkoeffi­ zienten für noch präzisere und stabilere Steuerergebnisse besonders günstig ist.As described above, according to the invention, a vehicle body Slip angle precisely and quickly for vehicle motion control be determined. Although the coefficient of friction between the tires and the road surface is an essential data value for the tire model the vehicle's motion control turned out to be a want recently assumed coefficient of friction is sufficient for practical purposes is. Especially if the assumed coefficient of friction is higher than that actual coefficient of friction, there were favorable results. It however, it turned out that knowledge of the actual coefficient of friction  especially for even more precise and stable tax results is cheap.

Fig. 17 und 18 zeigen eine auf dieser Überlegung beruhende Steuer/Regelanordnung, und das Steuer/Regelsystem ist mit Mitteln zum Schätzen des Reibkoeffizienten zwischen den Reifen und der Straßen­ oberfläche versehen. Im folgenden wird der Steueralgorithmus dieses Aspekts der Erfindung im Detail anhand des Flußdiagramms von Fig. 17 und des Blockdiagramms von Fig. 18 beschrieben. FIGS. 17 and 18 show a consideration based on this control / regulating arrangement, and the control / regulating system is provided with means for estimating the surface coefficient of friction between the tires and the road. The control algorithm of this aspect of the invention will now be described in detail with reference to the flowchart of FIG. 17 and the block diagram of FIG. 18.

Zunächst wird der Lenkradwinkel θSW des Lenkrads zu der vorderen Lenkvorrichtung 1 und der hinteren Lenkvorrichtung 2 übertragen, wodurch der Vorderradlenkwinkel δF bzw. der Hinterradlenkwinkel δR erhöht werden. Zu dieser Zeit werden auch verschiedene Zustands­ variablen des Fahrzeugs (wie etwa die Gierrate y, die Fahrgeschwindig­ keit V, die Radlenkwinkel δ und die Querbeschleunigung GY) erfaßt (Schritt 1).First, the steering wheel angle θ SW of the steering wheel is transmitted to the front steering device 1 and the rear steering device 2 , whereby the front wheel steering angle δ F and the rear wheel steering angle δ R are increased. At this time, various state variables of the vehicle (such as the yaw rate y, the driving speed V, the wheel steering angle δ and the lateral acceleration G Y ) are also detected (step 1).

Dann werden die Reifenschräglaufwinkel α der Vorder- und Hinterräder aus den zuvor erwähnten Gleichungen (10-1) und (10-2) erhalten und in die Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 gemäß der Lenkwinkelinformation δ und der Fahrgeschwindigkeitsinformation V eingegeben (Schritt 2), ähnlich wie in der ersten Ausführung.Then, the tire slip angle α of the front and rear wheels are obtained from the aforementioned equations (10-1) and (10-2) and input to the tire slip angle calculation units 3 and 4 according to the steering angle information δ and the vehicle speed information V (step 2), similar to the first version.

Die Reifenschräglaufwinkel α werden in Gleichung (11) für das Reifendy­ namikmodell eingesetzt, die in den Seitenführungskraft-Berechnungsein­ heiten 5 und 6 enthalten ist, um Seitenführungskräfte Y der Vorder- und Hinterräder zu erzeugen (Schritt 3).The tire slip angle α are used in equation (11) for the tire dynamic model, which is included in the cornering force calculation units 5 and 6 to generate cornering forces Y of the front and rear wheels (step 3).

Auf Basis der Vorderrad-Seitenführungskraft YF und der Hinterrad-Seiten­ führungskraft YR erzeugt ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkel-Berechnungseinheit 7 einen hypothetischen Fahrzeugkarosse­ rie-Schräglaufwinkel βe (Schritt 4). In diesem Fall erhält man den hypo­ thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe durch Differenzieren des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels, und dann durch Integrieren desselben gemäß den obigen Gleichungen (12) und (13).Based on the front wheel cornering force Y F and the rear wheel side steering force Y R , a hypothetical vehicle body slip angle calculation unit 7 generates a hypothetical vehicle body slip angle β e (step 4). In this case, the hypothetical vehicle body slip angle β e is obtained by differentiating the hypothetical vehicle body slip angle and then integrating the same according to the above equations (12) and (13).

Durch Rückkopplung dieses hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkels βe zu den Reifenschräglaufwinkel-Berechnungseinheiten 3 und 4 läßt sich im Ergebnis ein praktisch adäquater angenäherter Wert des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels erreichen. Dieser wird dann zu einer Gleitmodus-Berechnungseinheit 8 weitergeleitet, die durch die oben in Verbindung mit dem Stand der Technik erwähnte Gleichung (1) ge­ kennzeichnet ist, um ein Giermoment MZ zu erzeugen, das als Basis zum Annähern des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels zu null dient (Schritt 5). Auf Basis dieses Werts werden die Längskräfte XR und XL der rechten und linken Reifen bestimmt (Schritt 6) und das Fahrzeug 9 wird ent­ sprechend gesteuert/geregelt.By feedback of this hypothetical vehicle body slip angle β e to the tire slip angle calculation units 3 and 4 , a practically adequate approximate value of the vehicle body slip angle can be achieved as a result. This is then forwarded to a sliding mode calculation unit 8 , which is characterized by the equation (1) mentioned above in connection with the prior art, in order to generate a yaw moment M Z which is the basis for approximating the vehicle body slip angle to zero serves (step 5). On the basis of this value, the longitudinal forces XR and XL of the right and left tires are determined (step 6) and the vehicle 9 is controlled accordingly.

Zwar würde die Steuerstabilität für praktische Zwecke auch dann nicht beeinträchtigt, wenn der Reibkoeffizient µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche, der in dem Reifendynamikmodell (Gleichung 11) in den Seitenführungskraftberechnungseinheiten 5 und 6 verwendet wird, auf einen geeigneten Festwert nahe 1 gesetzt wird. Es bestätigte sich aber, daß eine höhere Präzision des µ-Werts dazu beiträgt, die Reaktion zu verbessern. Daher wird gemäß diesem Aspekt der Erfindung der µ-Wert aus der Querbeschleunigung GY, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y geschätzt, die relativ leicht zu erfassen sind, und dieser µ-Wert wird für den Prozeß von Schritt 3 verwendet. Im folgenden wird der Betrieb einer µ-Schätzeinheit 10 zum Schätzen des µ-Werts anhand der Fig. 3 und 5 erläutert. Admittedly, the control stability would not be affected for practical purposes even if the friction coefficient µ between the tire and the road surface, which is used in the tire dynamics model (equation 11) in the cornering force calculation units 5 and 6 , is set to a suitable fixed value close to 1. However, it was confirmed that a higher precision of the µ value helps to improve the reaction. Therefore, according to this aspect of the invention, the µ value is estimated from the lateral acceleration G Y , the vehicle speed V and the yaw rate y, which are relatively easy to detect, and this µ value is used for the process of step 3. The operation of a μ-estimation unit 10 for estimating the μ-value is explained below with reference to FIGS . 3 and 5.

Die Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin­ kels βe unter Verwendung der aus dem Reifendynamikmodell (Gleichung 11) berechneten Seitenführungskräfte Y wird fortlaufend im Prozeß von Schritt 4 durchgeführt. Der Zeitpunkt, zu dem der Absolutwert von βe unter einen bestimmten Wert nahe null fällt, wird bestimmt (Schritt 11). Wenn der Absolutwert von βe unter diesen Wert nahe null fällt, werden die erfaßten Werte der Querbeschleunigung GY, der Gierrate y und der Fahrgeschwindigkeit einem Integrator 11 zugeführt, und ein geschätzter Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD wird aus der folgenden Glei­ chung erhalten (Schritt 12)
The calculation of a hypothetical vehicle body slip angle β e using the cornering forces Y calculated from the tire dynamics model (equation 11) is carried out continuously in the process of step 4. The time at which the absolute value of β e falls below a certain value close to zero is determined (step 11). When the absolute value of β e falls below this value near zero, the detected values of the lateral acceleration G Y , the yaw rate y and the vehicle speed are supplied to an integrator 11 , and an estimated vehicle body slip angle β D is obtained from the following equation (step 12)

βD = ∫{(GY/V)-γ}dt, T = ∫dt (17)β D = ∫ {(G Y / V) -γ} dt, T = ∫dt (17)

Wenn der Absolutwert von βe unter diesen Wert nahe null fällt, wird der berechnete Wert des geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schrägwinkels βD rückgesetzt, und die Integration wird derart gestartet, daß die Berech­ nung von βD nur für eine vorbestimmte Zeitperiode (wie etwa T = 2-3 Sekunden) stattfindet, wenn der Absolutwert der Änderungsrate des Lenkwinkels unter einem vorbestimmten Wert liegt. Durch Wiederholung hiervon lassen sich akkumulierende Integrationsfehler vermeiden.When the absolute value of β e falls below this value near zero, the calculated value of the estimated vehicle body skew angle β D is reset, and the integration is started such that the calculation of β D is only for a predetermined period of time (such as T = 2-3 seconds) takes place when the absolute value of the rate of change of the steering angle is below a predetermined value. By repeating this, accumulating integration errors can be avoided.

Der somit erhaltene geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD wird einer geschätzten Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berech­ nungseinheit 12 zugeführt, und der geschätzte Reifenschräglaufwinkel αe wird für jedes der Vorder- und Hinterräder aus den folgenden Gleichun­ gen erhalten (Schritt 13).
The thus-obtained vehicle body slip angle β D is supplied to an estimated vehicle body slip angle calculation unit 12 , and the estimated tire slip angle α e is obtained for each of the front and rear wheels from the following equations (step 13).

αeF = βD+(LF/V)γ-δF (18-1)
αeR = βD+(LR/V)γ-δR (18-2)α eF = β D + (L F / V) γ-δ F (18-1)
α eR = β D + (L R / V) γ-δ R (18-2)

Nur wenn der geschätzte Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βD be­ rechnet wird, werden die Querbeschleunigung GY und die Gierrate y, die dieser Zeitperiode entsprechen, einer geschätzten Seitenführungskraft- Berechnungseinheit 1 3 zugeführt, und die geschätzte Seitenführungskraft Yewird aus den Bewegungsgleichungen als Rückwärtsberechnung für jede der Vorder- und Hinterräder erhalten (Schritt 14).
Only if the estimated vehicle body slip angle β D BE is calculated, the lateral acceleration G Y, and the yaw rate y corresponding to this time period, an estimated Seitenführungskraft- calculation unit 1 3 is supplied, and the estimated cornering force Y e is calculated from the equations of motion as the backward calculation for get each of the front and rear wheels (step 14).

YeF = 1/2L{m.LR.GY+I(dγ/dt)}≈mF.GYF (19-1)
YeR = 1/2L{m.LF.GY+I(dγ/dt)}≈mR.GYR (19-2)
Y eF = 1 / 2L {mL R .G Y + I (dγ / dt)} ≈m F .G YF (19-1)
Y eR = 1 / 2L {mL F .G Y + I (dγ / dt)} ≈m R .G YR (19-2)

wobei mF: Masse der Vorderachse
mR Masse der Hinterachse
GYF: Querbeschleunigung an der Vorderachse
GYR: Querbeschleunigung an der Hinterachse
L: Rad stand (LR+LL)where m F : mass of the front axle
m R mass of the rear axle
G YF : lateral acceleration on the front axle
G YR : lateral acceleration on the rear axle
L: wheel stand (L R + L L )

Die somit erhaltenen geschätzten Seitenführungskräfte YeF und YeR und die geschätzten Reifenschräglaufwinkel αeF und αeR werden einer µ-Be­ rechnungseinheit 16 zugeführt. Es werden Daten über die Beziehung zwischen den geschätzten Seitenführungskräften Ye und den geschätzten Reifenschräglaufwinkeln αe aufgebaut (Schritt 15). Wenn gewertet wird, daß eine ausreichende Datenmenge aufgebaut worden ist (beispielsweise die Daten, die den Fall von Schräglaufwinkeln von fünf Grad oder mehr beinhalten) werden die geschätzten Reifenschräglaufwinkel αe einem Reifeneigenschaftsmodell 14 des Fahrzeugs zugeführt, in dem die experi­ mentell erhaltene Beziehung zwischen dem Reifenschräglaufwinkel α, der Seitenführungskraft Y und dem Reibkoeffizienten µ zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche vorab in Form eines Kennfelds gespeichert ist. Die hypothetische Seitenführungskraft Yd wird dann von jedem der rechten und linken Räder erhalten, während sich µ von 0 zu 1,2 ändert (Schritt 16). The estimated cornering forces Y eF and Y eR thus obtained and the estimated tire slip angles α eF and α eR are supplied to a μ-calculation unit 16 . Data is built up on the relationship between the estimated cornering forces Y e and the estimated tire slip angles α e (step 15). When it is judged that a sufficient amount of data has been built up (for example, the data including the case of slip angles of five degrees or more), the estimated tire slip angles α e are supplied to a tire property model 14 of the vehicle in which the experimentally obtained relationship between the Tire slip angle α, the cornering force Y and the coefficient of friction µ between the tire and the road surface is stored in advance in the form of a map. The hypothetical cornering force Y d is then obtained from each of the right and left wheels while µ changes from 0 to 1.2 (step 16).

Die aus den Daten zu dieser Beziehung erhaltenen hypothetischen Seitenführungskräfte YdF und YdR, sowie die geschätzten Seitenführungs­ kräfte YeF und YeR werden einem Komparator 15 zugeführt, um den Wert von µ zu erhalten, der die durchschnittliche Standardabweichung mini­ miert (Schritt 17), und die Berechnung von Schritt 3 wird unter Ver­ wendung dieses optimierten Werts von µ durchgeführt (Schritt 18).The hypothetical cornering forces Y dF and Y dR obtained from the data on this relationship, as well as the estimated cornering forces Y eF and Y eR are fed to a comparator 15 to obtain the value of µ which minimizes the average standard deviation (step 17) , and the calculation of step 3 is performed using this optimized value of µ (step 18).

Dieser Bearbeitungsprozeß wird sequentiell (mit einer geeigneten Fre­ quenz) durchgeführt, wenn das Fahrzeug ohne jede Beschleunigung oder Verzögerung fährt, so daß die Fahrzeugbewegungssteuerung auf Echt­ zeitbasis unter Berücksichtigung der laufenden Änderungen des Zustands der Straßenoberfläche durchgeführt werden kann.This machining process is sequential (with a suitable Fre quenz) performed when the vehicle without any acceleration or Deceleration travels so that the vehicle motion control is real time base taking into account the ongoing changes in the state the road surface can be carried out.

Die obigen Gleichungen (6) und (7) erzeugen den Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel mit hoher Präzision, wenn die Längsgeschwindigkeit Vx der Fahrzeugkarosserie ausreichend größer ist als der Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel Vy, und die Änderungen der Längsgeschwindigkeit Vx relativ gering sind, wobei jedoch unter extremen Bedingungen, wenn eine solche Beziehung nicht gilt, anstelle der Gleichungen (12) und (13) die Gleichungen (14) und (16) verwendet werden können.The above equations (6) and (7) produce the vehicle body slip angle with high precision when the vehicle body longitudinal speed V x is sufficiently larger than the vehicle body slip angle V y and the changes in the longitudinal speed V x are relatively small, however under extreme conditions, if such a relationship does not hold, instead of equations (12) and (13), equations (14) and (16) can be used.

Fig. 21 ist ein Blockdiagramm eines Steuer/Regelsystems für ein Vier­ rad-gelenktes Fahrzeug einer fünften Ausführung, das diese Gleichungen zur genaueren Schätzung des Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels verwendet. Anzumerken ist, daß sich in diesem Fall die hypothetische Fahrzeuggeschwindigkeit-Schräglaufwinkel-Berechnungseinheit 7' von der hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel-Berechnungs­ einheit 7 der in Fig. 18 dargestellten vierten Ausführung unterscheidet. FIG. 21 is a block diagram of a control system for a fourth-wheel steering vehicle of a fifth embodiment that uses these equations to more accurately estimate the vehicle body slip angle. It should be noted that in this case the hypothetical vehicle speed-slip-angle calculation unit 7 'unit from the hypothetical vehicle body slip angle calculating 7 of the fourth embodiment shown in Fig. 18 differs.

Die obige Diskussion war auf die Anwendung der Erfindung bei einem Vierrad-gelenkten Fahrzeug gerichtet, wobei jedoch die Erfindung glei­ chermaßen auch bei Fahrzeugen anwendbar ist, bei denen nur die Vor­ derräder gelenkt werden, wie sich leicht aus dem Vergleich der ersten und zweiten Ausführungen entnehmen läßt.The discussion above was on applying the invention to one Four-wheel steered vehicle directed, but the invention is the same is also applicable to vehicles where only the front  The wheels are steered as easily as the comparison of the first and second versions can be inferred.

Somit kann die Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke ausrei­ chender Reaktion und Stabilität gesteuert/geregelt werden, und zwar ohne genaue Bestimmung des Reibkoeffizienten zwischen der Straßen­ oberfläche und den Reifen, wobei die Kenntnis des Reibkoeffizienten auf der Basis einer Schätzung aus dem dynamischen Verhalten des Fahr­ zeugs die Leistung des Steuer/Regelprozesses noch weiter verbessern kann. Daher kann die Gesamtstruktur des Systems vereinfacht werden, und die Herstellungskosten können reduziert werden. Daher läßt sich bei einem hochleistungsfähigen Fahrzeugbetriebs-Unterstützungssystem ein signifikanter Fortschritt erzielen.Thus, the vehicle movement can be sufficient for practical purposes appropriate reaction and stability are controlled, namely without exact determination of the coefficient of friction between the roads surface and the tire, being aware of the coefficient of friction based on an estimate of the dynamic behavior of the driver improve the performance of the control process even further can. Therefore, the overall structure of the system can be simplified and the manufacturing cost can be reduced. Therefore, at a high performance vehicle operation support system make significant progress.

Es wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Berechnung eines Fahr­ zeugkarosserie-Schräglaufwinkels β vorgeschlagen, um eine Steuerung/Regelung der Fahrzeugbewegung mit für praktische Zwecke ausreichender Reaktion und Stabilität zu gestatten, auch ohne direkte Erfassung oder genaue Schätzung des Reibkoeffizienten µ zwischen der Straßenoberfläche und dem Reifen. Ein Reifenschräglaufwinkel α wird aus der Gierrate y, der Fahrgeschwindigkeit V, dem Fahrzeugkarosserie- Schräglaufwinkel β und dem Lenkwinkel δ berechnet. Eine Seitenfüh­ rungskraft y wird aus einem Reifendynamikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels α berechnet. Ein hypothetischer Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel βe wird aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y berechnet. Der Reifen­ schräglaufwinkel α wird durch rekursive Rückkopplung des hypotheti­ schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe berechnet.A method and a device for calculating a vehicle body slip angle β is proposed in order to permit control of the vehicle movement with reaction and stability that is sufficient for practical purposes, even without direct detection or exact estimation of the coefficient of friction μ between the road surface and the Tires. A tire slip angle α is calculated from the yaw rate y, the vehicle speed V, the vehicle body slip angle β and the steering angle δ. A cornering force y is calculated from a tire dynamic model, taking into account at least the tire slip angle α. A hypothetical vehicle body slip angle β e is calculated from the cornering force Y, the vehicle speed V and the yaw rate y. The tire slip angle α is calculated by recursive feedback of the hypothetical vehicle body slip angle β e .

Claims (12)

1. Verfahren zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin­ kels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs, umfassend die Schritte:
Berechnen eines Reifenschräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindigkeit (V), einem Fahrzeugkaros­ serie-Schräglaufwinkel (β), der als ein Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
Berechnen einer Seitenführungskraft (Y) aus einem Reifendy­ namikmodell unter Berücksichtigung zumindest des Reifenschräg­ laufwinkels (α); und
Berechnen eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräg­ laufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwin­ digkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der Reifenschräglaufwinkel (α) durch Rückkopplung des hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) berechnet wird.1. A method for calculating a vehicle body slip angle in the movement control of a vehicle, comprising the steps:
Calculating a tire slip angle (α) from a yaw rate (y), a vehicle speed (V), a vehicle body slip angle (β), which is present as an initial value or as a previously calculated value, and a wheel steering angle (δ);
Calculating a cornering force (Y) from a tire dynamic model taking into account at least the tire run angle (α); and
Calculate a hypothetical vehicle body slip angle (β e ) from the cornering force (Y), the driving speed (V) and the yaw rate (y);
wherein the tire slip angle (α) is calculated by feeding back the hypothetical vehicle body slip angle (β e ). 2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen­ oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe von 1,0 festgelegt wird.2. The method according to claim 1, characterized, that the coefficient of friction (µ) between the tire and the road surface in the tire dynamic model to a value close to it is set at 1.0. 3. Verfahren nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch den Schritt:
Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwendung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwischen einer Seitenführungskraft (Ye), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (GY) berechnet wird, und einem Reifenschräglaufwinkel (αe), der aus einem Fahr­ zeugkarosserie-Schräglaufwinkel (βD) berechnet wird, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (GY) und der Fahrgeschwindigkeit (V) berechnet wird.3. The method according to claim 1, characterized by the step:
Estimating the coefficient of friction (µ) between the tire and the road surface for use in the tire dynamic model according to a relationship between a cornering force (Y e ) calculated from the yaw rate (y) and the lateral acceleration (G Y ) and a tire slip angle (α e ), which is calculated from a vehicle body slip angle (β D ), which in turn is calculated from the yaw rate (y), the lateral acceleration (G Y ) and the driving speed (V). 4. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die Verwendung folgender Gleichung umfaßt:
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad).4. The method according to any one of the preceding claims, characterized in that the step of calculating a hypothetical vehicle body slip angle β e from the cornering force Y, the vehicle speed V and the yaw rate γ comprises the use of the following equation:
β e = ∫ {[(Y F + Y R ) / mV] -γ} dt
where m: vehicle mass
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel). 5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt der Berechnung eines hypothetischen Fahrzeug­ karosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seitenführungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die Verwendung der folgenden Gleichungen umfaßt:
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.5. The method according to any one of the preceding claims, characterized in that the step of calculating a hypothetical vehicle body slip angle β e from the cornering force Y, the vehicle speed V and the yaw rate γ comprises the use of the following equations:
V y = ∫ {(Y F + Y R ) / m-γV x } dt
β e = tan -1 (V y / V x )
where m: vehicle mass
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel)
V x : longitudinal speed of the vehicle. 6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Längsgeschwindigkeit (Vx) des Fahrzeugs aus einer Radge­ schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.6. The method according to claim 5, characterized in that the longitudinal speed (V x ) of the vehicle is determined from a Radge speed of the vehicle. 7. Vorrichtung zum Berechnen eines Fahrzeugkarosserie-Schräglauf­ winkels bei der Bewegungssteuerung/Regelung eines Fahrzeugs, umfassend:
eine Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen eines Reifen­ schräglaufwinkels (α) aus einer Gierrate (y), einer Fahrgeschwindig­ keit (V), einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkel (β), der als Anfangswert oder als zuvor berechneter Wert vorliegt, sowie einem Radlenkwinkel (δ);
eine Berechnungseinheit (5, 6) zum Berechnen einer Seiten­ führungskraft (Y) aus einem Reifendynamikmodell unter Berück­ sichtigung zumindest des Reifenschräglaufwinkels (α); und
eine Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypo­ thetischen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) aus der Seitenführungskraft (Y), der Fahrgeschwindigkeit (V) und der Gierrate (y);
wobei der hypothetische Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin­ kel (βe) zur Berechnungseinheit (3, 4) zum Berechnen des Reifen­ schräglaufwinkels (α) rückgekoppelt wird.7. A device for calculating a vehicle body slip angle in the movement control of a vehicle, comprising:
a calculation unit ( 3 , 4 ) for calculating a tire slip angle (α) from a yaw rate (y), a driving speed (V), a vehicle body slip angle (β), which is available as an initial value or as a previously calculated value, and a wheel steering angle (δ);
a calculation unit ( 5 , 6 ) for calculating a cornering force (Y) from a tire dynamics model taking into account at least the tire slip angle (α); and
a calculation unit ( 7 ) for calculating a hypothetical vehicle body slip angle (β e ) from the cornering force (Y), the vehicle speed (V) and the yaw rate (y);
wherein the hypothetical vehicle body slip angle (β e ) is fed back to the calculation unit ( 3 , 4 ) for calculating the tire slip angle (α). 8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß ein Reibkoeffizient (µ) zwischen dem Reifen und der Straßen­ oberfläche in dem Reifendynamikmodell auf einen Wert in der Nähe von 1,0 festgelegt ist.8. The device according to claim 7, characterized,  that a coefficient of friction (µ) between the tire and the road surface in the tire dynamic model to a value close to it is set at 1.0. 9. Vorrichtung nach Anspruch 7, ferner gekennzeichnet durch eine Berechnungseinheit (10) zum Schätzen des Reibkoeffizienten (µ) zwischen dem Reifen und der Straßenoberfläche zur Verwen­ dung in dem Reifendynamikmodell gemäß einer Beziehung zwi­ schen der Seitenführungskraft (Ye), die aus der Gierrate (y) und der Querbeschleunigung (GY) berechnet ist, sowie dem Reifenschräg­ laufwinkel (αe), der aus einem Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwin­ kels (βD) berechnet ist, der wiederum aus der Gierrate (y), der Querbeschleunigung (GY) und der Fahrgeschwindigkeit (V) be­ rechnet ist.9. The apparatus of claim 7, further characterized by a calculation unit ( 10 ) for estimating the coefficient of friction (µ) between the tire and the road surface for use in the tire dynamic model according to a relationship between the cornering force (Y e ) resulting from the yaw rate (y) and the lateral acceleration (G Y ), and the tire slip angle (α e ), which is calculated from a vehicle body slip angle (β D ), which in turn is derived from the yaw rate (y), the lateral acceleration (G Y ) and the driving speed (V) is calculated. 10. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnungseinheit (7) zum Berechnen eines hypotheti­ schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels (βe) aus der Seiten­ führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate y die folgende Gleichung verwendet:
βe = ∫{[(YF+YR)/mV]-γ}dt
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad) ist.10. The device according to one of claims 7 to 9, characterized in that the calculation unit ( 7 ) for calculating a hypothetical vehicle body slip angle (β e ) from the cornering force Y, the driving speed V and the yaw rate y uses the following equation:
β e = ∫ {[(Y F + Y R ) / mV] -γ} dt
where m: vehicle mass
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel). 11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Berechnungseinheit (7) zur Berechnung eines hypotheti­ schen Fahrzeugkarosserie-Schräglaufwinkels βe aus der Seiten­ führungskraft Y, der Fahrgeschwindigkeit V und der Gierrate γ die folgenden Gleichungen verwendet:
Vy = ∫{(YF+YR)/m-γVx}dt
βe = tan-1(Vy/Vx)
wobei m: Fahrzeugmasse
YF: Vorderrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
YR: Hinterrad-Seitenführungskraft (Summe von rechtem und linkem Rad)
Vx: Längsgeschwindigkeit des Fahrzeugs.11. The device according to one of claims 7 to 10, characterized in that the calculation unit ( 7 ) for calculating a hypothetical vehicle body slip angle β e from the lateral guide force Y, the driving speed V and the yaw rate γ uses the following equations:
V y = ∫ {(Y F + Y R ) / m-γV x } dt
β e = tan -1 (V y / V x )
where m: vehicle mass
Y F : Front wheel cornering force (sum of right and left wheel)
Y R : rear wheel cornering force (sum of right and left wheel)
V x : longitudinal speed of the vehicle. 12. Vorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Längsgeschwindigkeit (Vx) des Fahrzeugs aus einer Radge­ schwindigkeit des Fahrzeugs ermittelt wird.12. The apparatus according to claim 11, characterized in that the longitudinal speed (V x ) of the vehicle from a Radge speed of the vehicle is determined.
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